Проектирование гидропривода опрокидывания ковша скрепера

Проектирование гидропривода опрокидывания ковша скрепера

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФГБОУ ВПО «МАГНИТОГОРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ИМ. Г.И.НОСОВА»

ИНСТИТУТ ГОРНОГО ДЕЛА И ТРАНСПОРТА

Кафедра ГМ и ТТК

КУРСОВАЯ РАБОТА

по дисциплине: «Гидравлика и гидропривод»

на тему: «Проектирование гидропривода опрокидывания ковша скрепера»

Исполнитель: Дорогин А.О.

Руководитель: Филатов А.М.

Магнитогорск, 2012

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

. Краткое описание, назначение и принцип действия проектируемой машины

. Описание работы гидросистемы машины

. Обоснование и выбор рабочей жидкости с учетом климатических условий эксплуатации гидросистемы

. Построение механической характеристики исполнительного механизма

. Определение параметров гидроцилиндра

. Установление расхода в гидросистеме и потребная производительность насоса

. Определение проходных сечений и диаметров всех трубопроводов

. Обоснование и выбор всех элементов гидроаппаратуры

. Нахождение потери напора в магистралях: на прямых участках, местные сопротивления, на гидроаппаратуре и обоснование необходимого давления насоса

. Выбор типоразмера насоса привода насоса

. Прочностной расчет гидроцилиндра

. Результаты расчетов по выбору гидроаккумуляторов

. Выбор устройства для фиксирования исполнительных механизмов в нужном положении

. Определение полного КПД гидросистемы

Заключение

Библиографический список

ВВЕДЕНИЕ

Строительные и дорожные машины предназначены для выполнения работ и создания строительной продукции заданного качества, регламентируемого определенными нормами или техническими условиями.

Создание строительно-дорожных машин - процесс творческий, требующий глубоких знаний, практических навыков и интуиции.

Разработать эффективную конструкцию машины возможно тогда, когда в процессе анализа найденных компромиссных вариантов разработчик преодолеет целый ряд противоречивых требований.

Так, например, конструкция должна быть прочной и одновременно легкой, иметь малый вес и обладать высокой надежностью, долговечностью.

Сконструированная машина должна быть технологичной, а эксплуатационные расходы в процессе ее работы должны сводиться к минимуму и т. п.

Совершенство машины, ее надежность, а также механические, энергетические, прочностные и другие характеристики закладываются на этапе конструирования.

Таким образом, от принятия правильных конструкторских решений во многом зависят качество работы и конкурентоспособность создаваемого механического оборудования.

Этот факт заставляет при выполнении проекта использовать новейшие достижения практики конструирования, современные компьютерные средства, пакеты прикладных программ.

Существующие программные продукты в основном удовлетворяют потребность конструкторских бюро, научно-исследовательских организаций и промышленности в универсальных, быстрых, надежных и удобных для пользователя программах, реализующих широкий спектр расчетов (статических, динамических и др.). Но окончательное слово при выборе той или иной конструкции остается за инженером-конструктором владеющим знаниями, опытом и интуицией. Создание машины, в полной мере отвечающей всем вышеперечисленным требованиям, исходя из существующего развития науки и техники, невозможно. Но стремление к этой цели - тот путь, который позволяет, непрерывно повышая качество машины, приближать ее к идеалу.

1. КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ, НАЗНАЧЕНИЕ И ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ ПРОЕКТИРУЕМОЙ МАШИНЫ

Скреперы предназначены для послойного копания грунтов в материковом залегании, их транспортирования и отсыпки в земляные сооружения с планированием слоями равномерной толщины. Скреперы применяют для разработки талых грунтов I и II групп, в том числе грунтов с каменистыми включениями.

При работе на непереувлажненных суглинках, лессах, черноземах и почвах с примесями гравия и гальки скреперы загружаются с "шапкой" и разгружаются полностью; эти же грунты, но высохшие и отвердевшие, а также глины, солончаки и дресву необходимо предварительно разрыхлить плугами или рыхлителями, чтобы обеспечить нормальную загрузку скреперов.

При сухих сыпучих песках скреперы загружаются на 60-70 % геометрической вместимости.

На липких и переувлажненных грунтах работа скреперов малопроизводительна вследствие прилипания грунта к днищу и стенкам ковшей. На горизонтах ниже уровня грунтовых вод скреперы неработоспособны.

Применяют прицепные (с объемом ковша 3-10 куб.м), полуприцепные (4,5-5 куб.м) и самоходные (8-25 куб.м) скреперы. Прицепные и полуприцепные скреперы наиболее эффективны при транспортировке грунта на расстояние до 1000 м, а самоходные - на расстояние до 3000 м.

Рабочий цикл скрепера состоит из последовательно повторяющихся операций: порожний ход, загрузка ковша, груженый ход и разгрузка.

Скрепер снимает ковшом стружку фунта толщиной 0,12-0,35м.

Набор грунта производят при прямолинейном движении скрепера или движении под уклон. При разработке плотных грунтов для увеличения толщины стружки применяют тракторы-толкачи, число которых зависит от типа скрепера, вместимости ковша и дальности транспортировки (1 толкач на 2-6 скреперов).

. ОПИСАНИЕ РАБОТЫ ГИДРОСИСТЕМЫ МАШИНЫ

Гидравлическая система служит для разгрузки скрепера путём поворота (опрокидование) ковша. Силовой цилиндр работает от насоса, находящегося на тягаче, перемещаемый скрепер.

Рабочая жидкость подаётся от насоса (ГМ) через распределитель (Р) в гидроцилиндр (ГЦ) в любую из полостей (зависит от того, поднимаем или опускаем ковш). Фильтр (Ф) необходим для очистки рабочей жидкости. Байпасный клапан (КО) нужен на тот случай, если фильтр засорится.

Предохранительный клапан (КП) служит для поддержания постоянного давления в системе, и работает в критических ситуациях при резком увеличении сопротивления передвижению цилиндра.

Рабочая жидкость подаётся и сливается в гидробак (ГБ).

. ОБОСНОВАНИЕ И ВЫБОР РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ С УЧЕТОМ КЛИМАТИЕСКИХ УСЛОВИЙ ЭКСПЛУАТАЦИИ ГИДРОСИСТЕМЫ

Основным параметром климатических условий в нашем случае является температура при которой эксплуатируется скрепер. Рабочая жидкость подбирается таким образом, чтобы вязкость не принимала максимально/минимально допустимых значений.

Таким образом, в качестве рабочей жидкости принимаем масло АМг-10, которое имеет следующие характеристики:

вязкость при 50⁰С, мм²/с: 50;

плотность, кг/ м³: 850;

температура застывания, ⁰С: -70.

4. ПОСТРОЕНИЕ МЕХАНИЧЕСКОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО МЕХАНИЗМА И ОБОСНОВАНИ СПОСОБА РЕГУЛИРОВАНИЯ ЕГО СКОРОСТИ

Рисунок 1 - Гидравлическая схема подъема ВИМ

На гидроцилиндры во время подъема действуют силы тяжести и силы инерции.

Общая статическая нагрузка, приходящаяся на 1 цилиндр,

где кг - масса ВИМ;

 - число приборов ЭМАП ВИМ;

 кг - масса одного ЭМАП;

кг - масса рымы ЭМАП.

Н

Для того, чтобы найти численное значение ускорения зададим закон изменения скорости:

В соответствии с нормальным рядом зададим высоту подъема рамы  200 мм. Тогда скорость подъема рамы будет равна

м/с

Ускорение при разгоне

м/с²

Сила инерции при разгоне

,

где - суммарная разгоняемая масса.

кг

Н

Силу инерции при разгоне также можно определить используя формулу

Н

Общая нагрузка на 1 цилиндр

Н

Т.к. процесс подъема/опускания не требует сложного регулирования скорости, то расход будет регулироваться обычными дросселями.

гидропривод скрепер трубопровод сечение

5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОЦИЛИНДРА

Диаметр поршня может быть определен по значению расчетной нагрузки  и расчетному давлению  без учета потерь

,

где  - расчетное давление; предварительно примем МПа.

м.

Учитывая дальнейшую проверку на потерю устойчивости, коэффициент запаса по преодолению инерционных нагрузок, коэффициент утечки, снижение производительности насоса и паспортные данные машины примем мм.

Диаметр штока  выбирается из условия

мм.

Определение параметров узлов уплотнений

В качестве уплотнителей поршня и штока используем эластомерные материалы - шевронные манжеты. Количество манжет определяется диаметром поршня: для мм - 4 шт. Среднюю высоту манжеты можно принять 6 мм [1, стр. 33].

Сила трения для резинотканевых манжет уплотнений из шевронных манжет определяется по формуле:

,

где - высота манжеты; - количество манжет;

- напряжение силы трения, Па

Н

Сила трения в уплотнениях для штока:

Н

Определение уточненного рабочего давления

Давление в поршневой полости по заданному значению расчетной нагрузки без учета потерь:

Мпа

 МПа

В соответствии с нормальным рядом примем номинальное давление 6,3 МПа.

Давление жидкости в полостях гидроцилиндра с учетом сил трения в уплотнительных узлах поршня при установившемся движении определяется согласно уравнению:

,

где - давления в поршневой и штоковой полостях соответственно;

- площади поршня и штока соответственно;

Рисунок 3 - Схема к определению давления

Сила давления в штоковой полости равна:

Давление  равно потере давлении в линии слива, в которое входят: потери давления в реверсивном золотнике, в регулирующем гидроаппарате и в трубопроводе. Так как все эти потери зависят от расхода жидкости, то в первом приближении потерю давления  можно принять произведение средней потери давления на гидроаппарате на их количество в сливной линии. потерей в трубопроводе пренебрегаем за неимением его длины.

,

где - количество гидроаппаратов в сливной линии, примем 2;

- средняя потеря в гидроаппарате, примем МПа.

МПа,

м²,

м²

Н

Давление  будет равно:

МПа

Отношение площади поршня к штоковой площади:

6. Установление расхода в гидросистеме и потребная производительность насоса

Расчетный расход жидкости Q, подаваемый в поршневую полость гидроцилиндра, определяется по скорости перемещения рамы  и площади поршня . С учетом утечек жидкости в гидроцилиндре расход рабочего хода равен:

.

где м² - площадь поршня.

 - объемный кпд гидроцилиндра, значение которого при использовании манжетных уплотнений равно 0,99.

 м³/с

Расход при подаче жидкости в штоковую полость:

м³/с

Результаты расчетов приведены в таблице 1

Таблица 1

Более точную подачу насоса можно определить как:

,

где  - объемный кпд насоса, цилиндра и золотника.

м³/с или 12 л/мин.

м³/с или 9 л/мин.

7. Определение проходных сечений и диаметров всех трубопроводов, толщины стенки и принятие стандартных размеров труб

линия нагнетания

Диаметр трубопровода может быть определен по зависимости

,

где  - допустимая скорость движения жидкости; при давлении 10 МПа примем  м/с.

м.

В соответствии с нормальным рядом примем , тогда скорость движения жидкости будет равна

м/с.

В расчетной практике используются несколько различных формул определения толщины стенки гидравлических резервуаров и цилиндров. При ориентировочных расчетах толщина стенки трубопровода  определяется по величине расчетного давления и допустимого напряжения растяжения :

,

где - допустимое напряжение растяжения, примем 80 МПа;

,

где  - давление, возникающее при гидроударе.

,

где  - плотность рабочей жидкости;

 - скорость распространения ударной волны для масла.

МПа,

МПа,

м

линия слива

Допустимую скорость движения жидкости примем  м/с.

м.

В соответствии с нормальным рядом примем , тогда скорость движения жидкости будет равна

м/с.

Принимаем м, так как давление в сливной линии много меньше давления в линии нагнетания.

8. Обоснование и выбор всех элементов гидроаппаратуры

Составим эквивалентную схему рабочего хода (рис. 4).

Рисунок 4 - Эквивалентная схема рабочего хода

Редукционный клапан (КП) - Г54-3: МПа, л/мин.

Распределитель (Р) - ВЕ16 574 А В220 Н М УХЛ 4: МПа, л/мин; МПА.

Фильтр (Ф) - класс очистки «5»: МПа,

. Нахождение потери напора в магистралях: на прямых участках, местные сопротивления, на гидроаппаратуре и обоснование необходимого давления насоса Общие потери в системе

,

где  - потери по длине линии всасывания, нагнетания и слива соответственно;

 - потеря давления на редукционном клапане;

 - потеря давления на распределителе;

 - потеря давления на гидроцилиндре;

 - потеря давления на фильтре;

 - местные потери на линиях.

Потери давления по длине линии равны:

,

где  - гидравлический коэффициент трения;

кг/м³ - плотность жидкости;

 - длина рассматриваемого участка;

 - диаметр рассматриваемого участка;

 - скорость движения жидкости на рассматриваемом участке.

Для определения гидравлического коэффициента трения определим число Рейнольдса

,

т.е. режим движения ламинарный.

.

Таким образом для обеих линий коэффициент гидравлического трения определяется как

,

,

.

Длину линии всасывания примем 0,15 м, линии нагнетания - 3 м, слива - 3,5 м.

МПа,

МПа,

Местные потери можно определить как

,

МПа,

МПа,

МПа.

Потери на каждом гидроэлементе определяются как

,

где  - паспортное значение минимальной потери на гидроаппарате;

 - паспортное значение расхода через аппарат.

МПа,

МПа,

МПа,

МПа,

МПа.

Потеря давления на гидроцилиндре равна

,

где  - сумма сил трений уплотнений поршня и штока;

 - сила противодействия аппаратов, стоящих после гидроцилиндра.

Н,

МПа.

Определив точное значение потери давления в сливной линии, найдем фактическое усилие на штоке гидроцилиндра

.

Уточним значение :

Н.

Н

 - условие по запасу усилия выполняется.

9. Выбор типоразмера насоса и определение мощности привода насоса

Производительность насоса должна превышать расчетный расход в системе на величину утечек

.

Величина  зависти от степени герметичности системы, вязкости и давления рабочей жидкости. Ориентировочно считают

,

где см³/с∙МПА - расчетный коэффициент утечек.

см³/с или 0,006 л/мин.

л/мин или 0,00096 м³/с.

Рабочее давление насоса  выражается суммой манометрического давления  и вакуума в линии всасывания

.

Манометрическое давление при рабочем ходе

,

где  - сумма потерь давления на гидроаппаратах, по длине и местные сопротивления на линиях нагнетания и слива.

МПа.

Вакуум во всасывающей линии насоса определяется по формуле

,

где м - среднее значение для насосов геометрической высоты всасывания.

МПа,

МПа.

Эффективная мощность насоса

кВт.

Принимаем насос аксиально-поршневой 2Г15-14А, имеющий следующие характеристики:  л/мин, МПа, кВт, ,  тонкость фильтрации не грубее 16 мкм.

Мощность приводного двигателя насоса

кВт.

Принимаем асинхронный электродвигатель переменного тока 4АМ132S4У3, имеющий следующие характеристики: кВт, об/мин.

Объем гидробака определяется 3 - 5 - минутной производительности. С учетом запаса по высоте объем бака равен:

;

Принимаем емкость гидробака  или м³.

10. Прочностной расчет гидроцилиндра

Определим устойчивость штока гидроцилиндра. Расчетная схема представлена на рис. ?.

Критическое усилие, воспринимаемое штоком;

,

где - коэффициент запаса прочности, принимается равным 2.

Н.

Рисунок 5 - Схема к расчету на устойчивость

Диаметр штока можно найти из условия

,

где - длина продольного изгиба.

,

где - длина гидроцилиндра с вытянутым штоком.

,

-длина гидроцилиндра со втянутым штоком; по аналогии с существующими конструкциями предварительно примем  м.

м

м

- модуль упругости, ;

Отсюда момент инерции штока гидроцилиндра

м⁴

Момент инерции штока также определяется по зависимости

,

Следовательно диаметр штока  равен

м или 28 мм,

следовательно ранее выбранный шток диаметром 50 мм соответствует требованиям.

В расчетной практике используются несколько различных формул определения толщины стенки гидравлических резервуаров и цилиндров.

При ориентировочных расчетах толщина стенки гильзы  определяется по величине расчетного давления и допустимого напряжения растяжения :

,

где - допустимое напряжение растяжения, примем 80 МПа;

м

В соответствии со стандартным рядом принимаем м.

Также толщину стенки можно определить по пробному давлению

,

где МПа - пробное давление при рабочем давлении 6,3 МПа;

МПа - предел текучести для стали 35;

 - запаса прочности;

 - коэффициент прочности для цельнотянутой трубы;

 мм - прибавка к толщине на коррозию.

мм.

Толщину стенки гидроцилиндра также можем определить по формуле Ляме

,

где  - коэффициент Пуассона; для стали .

м

Окончательно примем толщину стенки цилиндра 15 мм.

Толщина плоского донышка цилиндра

мм

Толщину донышка примем 15 мм.

11. Результаты расчетов по выбору гидроаккумуляторов

Основными параметрами гидроаккумулятора в нашем случае будут давление, расход и емкость гидроаккумулятора. Он должен быть выбран таким образом, чтобы в случае аварии обеспечить двусторонний аварийный ход. Т.е. объем гидроаккумулятора должен быть не менее чем

,

где  - ход поршня.

м³ или 3,92 л.

Примем пневмогидроаккумулятор АПГ-Т: л, л/мин или 3 л/с.

12. Выбор для фиксирования органов в нужном положении

Обычно для фиксации рабочих органов используют гидрозамки. Гидрозамок монтируется непосредственно на гидроцилиндр для избегания повышения давления в линии нагнетания. Для фиксирования органа в обоих направлениях используются двойные гидрозамки.

Для фиксирования стола от опускания примем односторонний гидрозамок 1КУ20: л/мин, МПа.

Тогда наша упрощенная схема примет вид, соответствующий рис. 7.

Рисунок 6 - Упрощенная гидравлическая схема подъема ВИМ с установкой гидрозамка

13. Определение полного КПД гидросистемы

Определим объемные потери рабочей жидкости в гидросистеме

,

где  - объемные потери в насосе, гидроцилиндре и золотнике соответственно.

м³/с.

м³/с.

м³/с.

м³/с.

Объемный КПД системы

.

Гидравлический

.

Механический

.

Общий

.

14. Тепловой расчет гидросистемы

Тепловой расчет гидросистемы сводится к расчету уравнения:

,

где  - коэффициент, учитывающий время работы гидропривода;

м² - площадь наружной поверхности бака;

 - коэффициент теплоотдачи наружных поверхностей в окружающую среду при принудительном охлаждении масла водяными теплообменниками, ;

- - разница температур между датчиками гидробака и окружающей средой, - = 45⁰С;

,

где  - время переключения золотника;

С учетом безостановочной работы и пренебрегая временем переключения золотника примем .

,

 - соответственно система не будет перегреваться.

Заключение

В результате проведения расчетов гидросистемы, мы выяснили что реальная система и ее компоненты соответствуют поставленным задачам и условиям работы.

Список используемой литературы

1. В.В. Точилкин, А.М. Филатов, Основы гидравлики и гидропривода технологических машин: Учеб. пособие. - Магнитогорск: МГТУ, 2002.-211 с.

. Свешников В.К., Станочные гидроприводы: Справочник: Библиотека конструктора. - 4-е изд. перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 2004. - 512 с.